2. Расчет энергопотребления машины.

Так как работа сил инерции и тяжести за цикл машины равна нулю, то работа движущих сил затрачивается на преодоление сил полезного (технологического) сопротивления и сил трения (последние учитываются при помощи к.п.д.).

Работа полезных сил и равна площади фигуры S_фиг, ограниченной графиком .

Для двигателя внутреннего сгорания площадь (рис. 2.1)

Площадь поршня ,

где диаметр поршня

длина кривошипа

Н – ход поршня (по заданию Н = 0,115 м;

p_max = 3.3 МПа)

Рис. 2.1 Диаграмма нагрузки машины

Таким образом получаем:

3. Расчет двигателя.

Частота вращения кривошипа

Длительность цикла машины

Мощность двигателя , где =0,6 – к.п.д. машины

4. Синтез зубчатого механизма.

Схема зубчатой передачи представлена на рис. 4.1. Её основу составляет планетарный механизм с передаточным отношением .

Синтез (подбор чисел зубьев) планетарной ступени производим на основе следующих четырех условий:

1. Условия выполнения требуемого передаточного отношения:

Откуда .

Рис. 4.1 Схема редуктора

2. Условие правильности зацепления, по которому

Z_min  17.

Принимая Z₁ = 18, получаем

Z₃ = 7 ^. 18 = 126

3. Условие соосности Z₁ + 2Z₂ = Z₃ ,

откуда Z₂ = 0.5(Z₃ – Z₁) = 0.5( 126 – 18 ) = 54

По условию правильности зацепления:

4. Условие соседства

Проверяем передаточное отношение редуктора

Расхождение с требуемым

Проверяем возможность сборки полученного механизма.

,

где принимаем число сателлитов К = 3.

П и Ц - целые числа

48(1 + КП ) = Ц;

Это равенство выполняется при П=0, что является наилучшим вариантом для сборки (не осложняет процесс равноудаленной установки сателлитов).

Окончательно принимаем для планетарного механизма:

Z₁ = 18; Z₂ = 54; Z₃ = 126; K=3.

Модуль зубчатых колес планетарного редуктора определяем по моменту в зубчатом механизме, который имеет место на валу водила. Момент на этом валу

где угловая скорость двигателя

Модуль

Выбираем больший модуль первого ряда по стандарту m = 5,0 мм.

Определяем делительные диаметры колес:

При этом диаметр водила:

принимаем

_{Z4=Z6=20, Z5=17}

_{d6=d4=5·Z4=100}

_d5=5·17=85

5. Синтез кулачкового механизма

Кулачковый механизм с поступательно движущимся плоским толкателем.

Ход толкателя h = 55 мм.

Угол удаления φ_у = 76 град.

Угол дальнего стояния φ_д.с =0,3· φ_у =0,3· 76 = 22,8 град.

Угол возвращения φ_в = 76 град.

Закон движения толкателя – косинусоидальный

Производим расчет передаточных функций движения толкателя для определения основных размеров и построения профиля кулачка: перемещения выходного звена , скорости его как первой производной и ускорения его как второй производной от перемещения выходного звена по углу поворота кулачка по зависимостям:

На фазе удаления:

при

при

при

Рис. 5.1 Косинусоидальный закон движения толкателя

Значения текущего угла через равные углы поворота кулачка на каждой фазе.

Результаты расчетов занесены в таблицу.

Таблица 5.1

 град	фаза удаления закон косинусоидальный
		мм	мм
0	0	0	154.3
30	3,85	32.566
60	13,75	56.406
90	27,5	65.132
120	41,25	56.406
150	51,315	32.566
180	55	0

Задачу об определении минимального радиуса кулачка решаем графическим методом

(метод Геронимуса). Кулачок должен иметь выпуклый профиль, что обеспечивается неравенством ,

где радиус кривизны профиля;

перемещение толкателя;

аналог ускорения толкателя.

В преобразованном виде (заменив 1 на tg45 ) получаем

профильный угол

радиус-вектор

Таким образом получаем значения:

R₀ =214.259 мм α₀=0°

R₁=220.363 мм α₁=11,25°

R₂=234.882 мм α₂=10,35°

R₃=250.379 мм α₃=10,15°

R₄=261.661 мм α₄=10,59°

R₅=267.564 мм α₅=11,5°

R₆=269.259 мм α₆=12,67°